液压缸计算公式1、液压缸内径和活塞杆直径的确定液压缸的材料选为Q235无缝钢管，活塞杆的材料选为Q235 液压缸内径:4，F4== D,3.14，,pF:负载力 (N)2A:无杆腔面积 () mmP:供油压力 (MPa) D:缸筒内径 (mm) :缸筒外径 (mm) D1 2、缸筒壁厚计算π×,??ηδσψμ1)当δ/D?0.08时pDmax,,(mm) 02,p2)当δ/D=0.08~0.3时pDmax,,(mm) 02.3,-3ppmax3)当δ/D?0.3时,,,，0.4pDpmax,,,,(mm) 0,,2,1.3p,pmax,,,b,, pnδ:缸筒壁厚(mm),:缸筒材料强度要求的最小值(mm) 0:缸筒内最高工作压力(MPa) pmax:缸筒材料的许用应力(MPa) ,p:缸筒材料的抗拉强度(MPa) ,b:缸筒材料屈服点(MPa) ,sn:安全系数3 缸筒壁厚验算22,(D,D)s1(MPa) PN,0.352D1D1P,2.3,lg rLsDPN:额定压力:缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa) PrL:缸筒耐压试验压力(MPa) PrE:缸筒材料弹性模量(MPa):缸筒材料泊松比 =0.3 ,同时额定压力也应该与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生，即:，，(MPa) PN,0.35~0.42PrL4 缸筒径向变形量22,,DPDD，1r,,D,,，,(mm) 22,,EDD,1,,变形量?D不应超过密封圈允许范围5 缸筒爆破压力D1PE,2.3,lg(MPa) bD6 缸筒底部厚度Pmax,(mm) ,0.433D12,P:计算厚度处直径(mm) D27 缸筒头部法兰厚度4Fbh,(mm) ,(r,d),aLPF:法兰在缸筒最大内压下所承受轴向力(N)b:连接螺钉孔的中心到法兰内圆的距离(mm):法兰外圆的半径(mm) ra:螺钉孔直径 dL如不考虑螺钉孔，则:Fb4h,(mm) ,r,aP8 螺纹强度计算螺纹处拉应力KF,, (MPa) ,22d,D，，14螺纹处切应力KKFd10,, (MPa) 330.2(d,D)1合成应力22,,,，3,,, nP,s,许用应力 ,Pn0F:螺纹处承受的最大拉力 :螺纹外径 (mm) d0:螺纹底径 (mm) d1K:拧紧螺纹系数，不变载荷取K=1.25~1.5，变载荷取K=2.5~4 :螺纹连接的摩擦因数，=0.07~0.2，平均取=0.12 KKK111:螺纹材料屈服点(MPa) ,s:安全系数，取=1.2~2.5 nn009 缸筒法兰连接螺栓强度计算螺栓螺纹处拉应力KF, (MPa) ,,2dz14螺纹处切应力KKFd10, (MPa) ,30.2dz1合成应力22,,,，3,,1.3,,, nPz:螺栓数量10、缸筒卡键连接卡键的切应力(A处)2,D1PmaxPDmax14,,, (MPa) ,Dl4l1卡键侧面的挤压应力2,D1P2maxPDmax14, ,,c22,,D(D,2h)h(2D,h)1121,44 hhh卡键尺寸一般取h=δ,l=h, ,,122验算缸筒在A断面上的拉应力2,D1P2maxPDmax14,,, (MPa) 2222,,,(D,h)-D(D,h),D11 411、缸筒与端部焊接焊缝应力计算F,b (MPa) ,,,,n22，，Dd,,114D:缸筒外径 (mm) 1d:焊缝底径 (mm) 1:焊接效率，取=0.7 ,,:焊条抗拉强度 (MPa) ,bn:安全系数，参照缸筒壁的安全系数选取如用角焊F2 ,,Dh,1h—焊角宽度 (mm)12、活塞杆强度计算1)活塞杆在稳定工况下，如果只承受轴向推力或拉力，可以近似的用直杆承受拉压载荷的简单强度计算公式进行计算:F (MPa) ,,,,P,2d42)如果活塞杆所承受的弯曲力矩(如偏心载荷等)，则计算式:,,FM,,,,，,, (MPa) P,,AWd,,3)活塞杆上螺纹、退刀槽等部位是活塞杆的危险截面，危险截面的合成应力应该满足:F21.8,,,, (MPa) nP2d2对于活塞杆上有卡键槽的断面，除计算拉应力外，还要计算校核卡键对槽壁的挤压应力:F42,,,, pp2,,，，ddc,，2,13F:活塞杆的作用力(N)d:活塞杆直径 (mm):材料许用应力，无缝钢管=100~110MPa， ,,PP中碳钢(调质)=400MPa ,P 2:活塞杆断面积 () mmAd3W:活塞杆断面模数 () mmM:活塞杆所承受弯曲力矩(N.m):活塞杆的拉力 (N) F2:危险截面的直径 (mm) d2:卡键槽处外圆直径 (mm) d1:卡键槽处内圆直径 (mm) d3c:卡键挤压面倒角 (mm) ,:材料的许用挤压应力(MPa) pp13、活塞杆弯曲稳定行计算活塞杆细长比计算L4B,, d:支铰中心到耳环中心距离(油缸活塞杆完全伸出时的安装距); LB1)若活塞杆所受的载荷力完全在活塞杆的轴线上，则按下式验算: F1FKF, 1nk26EI，,101F, (N) K22KLBE5E,,1.8，10(MPa) 1，，，，1，a1，b4d,44I,,0.049dm圆截面:() 64F:活塞杆弯曲失稳临界压缩力 (N) K:安全系数，通常取=3.5~6 nnKKK:液压缸安装及导向系数(见机械设计手册5卷21-292) :实际弹性模量(MPa) E1a:材料组织缺陷系数，钢材一般取a?1/12 b:活塞杆截面不均匀系数，一般取b?1/135E:材料弹性模量，钢材 (MPa) E,2.1，104I:活塞杆横截面惯性矩(m)2:活塞杆截面面积 (m) Ade:受力偏心量 (m):活塞杆材料屈服点(MPa) ,sS:行程 (m)2)若活塞杆所受的载荷力偏心时，推力与支承的反作用力不完全F1处在中线上，则按下式验算:6,A，10SdF, (N) K81，esec,d2FLKB,a,其中: 06EI，10aaa一端固定，另一端自由=1，两端球铰=0.5，两端固定=0.25， 000 a一端固定，另一端球铰=0.35 014、缸的最小导向长度SDH,，202(mm) 导向套滑动面的长度1)在缸径?80mm时A=(0.6~1)D 2)在缸径,80mm时A=(0.6~1)d 活塞宽度取B=(0.6~1)D 15、圆柱螺旋压缩弹簧计算材料直径:PKCn d,1.6,P4C,10.615K,，或按照机械设计手册选取(5卷11-28) 4C,4CD 一般初假定C-5~8 C,d有效圈数:'4PGdFdn n,,38PDP'n弹簧刚度4GdGDP',, 348Dn8Cn总圈数n,n，x1x:1/2 (见机械设计手册第5卷 11-18)节距:H(1~2)d,0t, n间距:,,t,d自由高度: H,(n，1)d 0最小工作载荷时高度:H,H-F 10134PDPC8n8nP111FF,,,或者 114P'GdGD最大工作载荷时的高度H,H-Fn0n34PDPC8n8nPnnn或者 FF,,,1n4P'GdGD工作极限载荷下的高度H,H-Fj0j34PDPCP8n8njjjF或者 F,,,1j4P'GdGD弹簧稳定性验算高径比:H0b, D应满足下列要求两端固定 b?5.3 一端固定，另一端回转 b?3.7 两端回转 b?2.6 当高径比大于上述数值时，按照下式计算: P,CP'H,P CB0nP:弹簧的临界载荷 (N) CC:不稳定系数 (见机械设计手册第5卷 11-19) BP:最大工作载荷 (N) n强度验算:,,，0.750minS,,S安全系数 P,max: 弹簧在脉动循环载荷下的剪切疲劳强度， ,0(见机械设计手册第5卷 11-19)8KD,: 最大载荷产生的最大切应力， ,P,maxnmax3,d8KD,: 最小载荷产生的最小切应力， ,P,min1min3,d:许用安全系数当弹簧的设计计算和材料实验精度高时，取 SP=1.3~1.7 ，当精确度低时，取 =1.8~2.2 SSPP,S静强度: 安全系数 S,,SP,max:弹簧材料的屈服极限 ,S15 系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。
一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取大值进行分析。
当时 ,,10cmmin,,22333,qD00801m050310m0503L,,，，,，,..min.min.min ,44此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.2MPa，则有320503..， P027kW,,.入6001，.10,,23,,，，，,,. PF225001010kW0037kW出60此时的功率损失为,,,,,,PPP0270037kW0233kW... ，，入出当，时 ,,120cmminq603L,.min32603..， P046kW,,.入6007，.120,,23,,，，，,,. PF225001010kW045kW出60,,,,,,PPP046045kW001kW... ，，入出可见在工进速度低时，功率损失为0.233kW，发热量最大。
,32假设系统的散热状况一般，取K1010kWcmC,，,:,油箱的散热面积A 为，，33222A0065V0065160192m,,,...系统温升为,P0386.,,,,t201??. ,3KA1010192，，.验算表明系统的温升在许可范围内。